摘要斜盘式轴向柱塞泵是液压系统中的主要部件,斜盘式轴向柱塞泵是靠柱塞在柱塞腔内的往复运动,改变柱塞腔内容积实现吸油和排油的,是容积式液压泵,对于斜盘式轴向柱塞泵来说柱塞、滑靴、配油盘缸体是其重要部分,柱塞是其主要受力零件之一,滑靴是高压柱塞泵常采用的形式之一,能适应高压力高转速的需要,配油盘与缸体直接影响泵的效率和寿命,由于配油盘与缸体、滑靴与柱塞这两对高速运动副均采用了一静压支承,省去了大容量止推轴承,具有结构紧凑,零件少,工艺性好,成本低,体积小,重量轻,比径向泵结构简单等优点,由于斜盘式轴向柱塞泵容易实现无级变量,维修方便等优点,因而斜盘式轴向柱塞泵在技术经济指标上占很大优势.关键词：斜盘柱塞泵滑靴缸体AbstractThe inclined dish type and axial pump with a pillar is a main part in liquid press system,The inclined dish type and axial pump with a pillar is a back and forth movement by pillar to fill the inside of the pillar cavity,in order to change the pillar fills the contents of cavity to realize the oil of inhaling with line up oily,Is a capacity type liquid to press the pump .Fill to pillar to pump for the inclined dish type stalk the pillar fill, slip the boots and go together with the oil dish an is its importance part. The pillar fills is it suffer the one of the dint spare parts primarily. The slippery boots is one of the form that high pressure pillar fill the pump to often adopt. It can adapt to the high demand turning soon in high pressure dint, go together with the oil dish and the efficiency of the direct influence in a pump with life span. Because of going together with the oil dish fills ,pillar and a slippery boots these two rightness of high speeds the sport the vice- all adopting a the static pressure accepts. The province went to the big capacity push the bearings, have the construction tightly packed, the spare parts is little, the craft is good, the cost is low, the physical volume is small, the weight is light, paring the path face to pump the construction simple etc. Because the inclined dish type stalk fills to pillar the pump to realizes to have no easily the class changes the deal, maintain convenience and so on.Key words：the inclined dish pillar pump slippery boot crock body目录摘要IAbstract I第一章绪论1第二章斜盘式轴向柱塞泵工作原理与性能参数12.1 斜盘式轴向柱塞泵工作原理22.2 斜盘式轴向柱塞泵主要性能参数2排量、流量与容积效率2第三章斜盘式轴向柱塞泵运动学与流量品质分析33.1 柱塞运动学分析3柱塞行程s3柱塞运动速度v43.1.3 柱塞运动加速度a43.2 滑靴运动分析43.3 瞬时流量与脉动品质分析53.3.1 脉动频率63.3.2 脉动率6第四章柱塞受力分析与设计64.1 柱塞受力分析6P64.1.1 柱塞底部的液压力b4.1.2 柱塞惯性力P g64.1.3 离心反力P l74.1.4 斜盘反力N74.1.5 柱塞与柱塞腔壁之间的接触力P1和P274.1.6 摩擦力P1f 和 P2f74.2 柱塞设计8柱塞结构型式84.2.2 柱塞结构尺寸设计8柱塞摩擦副比压p 、比功 pv 验算10第五章滑靴受力分析与设计105.1 滑靴受力分析105.1.1 分离力P f 105.1.2 压紧力y P 115.1.3 力平衡方程式115.2 滑靴设计125.2.1 泄漏功率损失V N ∆125.2.2 摩擦功率损失m N ∆125.2.3 滑靴总功率损失N ∆125.3 滑靴结构型式与结构尺寸设计135.3.1 滑靴结构型式135.3.2 结构尺寸设计13第六章配油盘受力分析与设计146.1 配油盘受力分析146.1.1 压紧力y P 156.1.2 分离力P f 156.1.3 力平衡方程式166.2 配油盘设计176.2.2 配油盘主要尺寸确定186.2.3 验算比压p 、比功pv 19第七章缸体受力分析与设计197.1 缸体的稳定性197.1.1 压紧力矩M y 207.1.2 分离力矩M f 207.1.3 力矩平衡方程207.2 缸体径向力矩和径向支承217.2.1 径向力与径向力矩217.2.2 缸体径向力支承型式227.3 缸体主要结构尺寸的确定22R和面积Fα227.3.1 通油孔分布圆半径'f7.3.2 缸体内、外直径D1、D2的确定227.3.3 缸体高度H23结论23参考文献24第一章绪论随着工业技术的不断发展,液压传动也越来越广,而作为液压传动系统心脏的液压泵就显得更加重要了.在容积式液压泵中,惟有柱塞泵是实现高压﹑高速化﹑大流量的一种最理想的结构,在相同功率情况下,径向往塞泵的径向尺寸大、径向力也大,常用于大扭炬、低转速工况,做为按压马达使用.而轴向柱塞泵结构紧凑,径向尺寸小,转动惯量小,故转速较高；另外,轴向柱塞泵易于变量,能用多种方式自动调节流量,流量大.由于上述特点,轴向柱塞泵被广泛使用于工程机械、起重运输、冶金、船舶等多种领域.航空上,普遍用于飞机液压系统、操纵系统与航空发动机燃油系统中.是飞机上所用的液压泵中最主要的一种型式.泵的内在特性是指包括产品性能、零部件质量、整机装配质量、外观质量等在内的产品固有特性,或者简称之为品质.在这一点上,是目前许多泵生产厂商所关注的也是努力在提高、改进的方面.而实际上,我们可以发现,有许多的产品在工厂检测符合发至使用单位运行后,往往达不到工厂出厂检测的效果,发生诸如过载、噪声增大,使用达不到要求或寿命降低等等方面的问题；而泵在实际当中所处的运行点或运行特征,我们称之为泵的外在特性或系统特性.从销售角度看,推销产品即是在推销泵的内在特性；而关注泵的外特性则是生产厂商不仅是推销产品,而是在推销泵站〔成套项目〕.从使用角度看,好的产品必定是适合运行环境的产品而非出厂检测判别的产品.斜盘式与斜轴式轴向柱塞泵相比较,各有所长,斜轴式轴向柱塞泵采用了驱动盘结构,使柱塞缸体不承受侧向力,所以,缸体对配油盘的倾复可能性小,有利于柱塞副与配油部位工作,另外,允许的倾角大,可是,结构复杂,工艺性差,需要使用大容量止推轴承,因而高压连续工作时间往往受到限制,成本高.斜盘式轴向柱塞泵,由于配油盘与缸体、滑靴与柱塞这两对高速运动副均采用了一静压支承,省去了大容量止推轴承,具有结构紧凑,零件少,工艺性好,成本低,体积小,重量轻,径向尺寸小,转动惯量小,故转速较高；另外,轴向柱塞泵易于变量,能用多种方式自动调节流量,流量大.由于上述特点,轴向柱塞泵被广泛使用于工程机械、起重运输、冶金、船舶等多种领域.航空上,普遍用于飞机液压系统、操纵系统与航空发动机燃油系统中,是飞机上所用的液压泵中最主要的一种型式.所以,斜盘式轴向柱塞泵在不断地改进和发展,其发展方向是：扩大使用范围、提高参数、改善性能、延长寿命、降低噪声,以适应液压技术不断发展的要求.第二章斜盘式轴向柱塞泵工作原理与性能参数2.1 斜盘式轴向柱塞泵工作原理各种柱塞泵的运动原理都是曲柄连杆机构的演变,因而,它们的运动和动力分析就可以用统一的方程式来描述.斜盘式轴向柱塞泵主要结构如图〔2-1〕.柱塞的头部安装有滑靴,滑靴低面始终贴着斜盘平面运动.当缸体带动柱塞旋转时,由于斜盘平面相对缸体〔xoy 面〕存在一倾斜角γ,迫使柱塞在柱塞腔内作直线往复运动.如果缸体按图示n 方向旋转,在180º~360º范围内,柱塞由下死点〔对应180º位置〕开始不断伸出,柱塞腔容积不断增大,直至死点〔对应0º位置〕止.在这个过程中,柱塞腔刚好与配油盘吸油窗相通,油液被吸入柱塞腔内,这是吸油过程.随着缸体继续旋转,在0º~180º范围内,柱塞在斜盘约束下由上死点开始不断进入腔内,柱塞腔容积不断减小,直至下孔点止.在这个过程中柱塞腔刚好与配油盘排油窗相通,油液通过1-柱塞 2-缸体 3-配油盘 4-传动轴 5-斜盘6-滑靴 7-回程盘 8-中心弹簧图2-1 斜盘式轴向柱塞泵工作原理排油窗排出.这就是排油过程.由此可见,缸体每转一周,各个柱塞有半周吸油,半周排油.如果缸体不断旋转,泵便连续地吸油和排油.2.2 斜盘式轴向柱塞泵主要性能参数2.2.1排量、流量与容积效率轴向柱塞泵排量b q 是指缸体旋转一周,全部柱塞腔所排出油液的容积,即z s d Z s F q z Z b max 2max 4π== 〔2.1〕不计容积损失时,泵理论流量lb Q 为b Z b b lb Zn s d n q Q max 24π== 〔2.2〕式中 Z d ―柱塞外径 mm d z 24=；Z F ―柱塞横截面积 224.452024.044mm d F z z =⨯=⨯=ππ；m ax s ―柱塞最大行程 ；Z ―柱塞数 取Z=7；b n ―传动轴转速 min /1500r n b =；从图可知,柱塞最大行程为式中 f D ―柱塞分布圆直径 mm D f 74=；γ―斜盘倾斜角 取 18=γ；所以,泵的理论流量是泵的实际输出流量泵容积效率Vb η为泵的机械效率为%90=mb η所以,泵的总效率为容积效率与机械效率之积,第三章 斜盘式轴向柱塞泵运动学与流量品质分析泵在一定斜盘倾角下工作时,柱塞一方面与缸体一起旋转,沿缸体平面做圆周运动,另一方面又相对缸体做往复直线运动.这两个运动的合成,使柱塞轴线上一点的运动轨迹是一个椭圆.此外,柱塞还可能有由于摩擦而产生的相对缸体绕其自身轴线的自转运动,此运动使柱塞的磨损和润滑趋于均匀,是有利的.3.1 柱塞运动学分析柱塞运动学分析,主要是研究柱塞相对缸体的往复直线运动.即分析柱塞与缸体做相对运动是的行程、速度和加速度,这种分析是研究泵流量品质和主要零件受力状况的基础.柱塞行程s图<3-1>为一般带滑靴的轴向柱塞泵运动分析图.若斜盘倾角为γ,柱塞分布圆半径为f R ,缸体或柱塞旋转角为α,并以柱塞腔容积最大时的上死点位置为00 ,则对应于任一旋转角α时,图3-1 柱塞运动分析所以柱塞行程s 为γαγtg R htg s f )cos 1(-== 〔3.1〕当α=1800时,可得最大行程m ax s 为柱塞运动速度v将式〔3-1〕对时间微分可得柱塞运动速度v 为αγωsin tg R dtda da ds dt ds v f === 〔3.2〕 当090=α与0270时,1sin ±=α,可得最大运动加速度m ax v 为式中 α 为缸体旋转角速度,t αω=.3.1.3 柱塞运动加速度a将式〔3-2〕对时间微分可得柱塞运动加速度a 为da dv dt dv a ==αγωcos 2tg R dtda f = 〔3.3〕 当00=α与0180时,1cos ±=α,可得最大运动加速度m ax a 为3.2 滑靴运动分析研究滑靴的运动,主要是分析它相对斜盘平面的运动规律,也即滑靴中心在斜盘平面'''y o x 内的运动规律如图〔3-1〕,其运动轨迹是一个椭圆.椭圆的长、短轴分别为长轴 mm R b f38.7718cos 372cos 220=⨯==γ 短轴 mm R a f 7437222=⨯==设柱塞在缸体平面上 A 点坐标那么A 点在斜盘平面 '''y o x 的坐标为如果用极坐标表示则为矢径 αγ2222cos 1tg R y x R f h +=+=极角 )cos (cos αγθarctg =滑靴在斜盘平面'''y o x 内的运动角速度k ω为由上式可见,滑靴在斜盘内是不等角速度运动,当α=2π、π23时,k ω最大〔在短轴位置〕为 当0=α、π时,k ω最小〔在长轴位置〕为 由结构可知,滑靴中心绕 O 点旋转一周〔π2〕的时间等于缸体旋转一周的时间.因此其平均旋转角速度等于缸体角速度,即3.3 瞬时流量与脉动品质分析柱塞运动速度确定之后,单个柱塞的瞬时流量可写成式中z F 为柱塞截面积,2224.452024.044mm d F Z Z =⨯==）（ππ.柱塞数为Z=7,柱塞角距为722ππθ==Z ,位于排油区地柱塞数为Z 0,那么参与排油的各个柱塞瞬时流量为泵的瞬时流量为ZZ Z Z Z tg R F f Z ππαπγωsin )1sin(sin00-+=〔3.4〕由上式可以看出,泵的瞬时流量与缸体转角α有关,也与柱塞数有关.对于奇数〔Z=7〕排油区的柱塞数为Z 0 当70ππα=≤≤Z 时,取4210=+=Z Z ,由 式〔3-4〕可知瞬时流量为 当7227ππαππ=≤≤=Z Z 时,取3210=-=Z Z ,由式〔3-4〕可得瞬时流量 当0=α、Zπ、Z π2、……时,可得瞬时流量的最小值为 当Z 2πα=、Z 23π、……时,可得瞬时流量的最大值为 奇数柱塞泵瞬时流量规律见图<3-3>图3-3 奇数柱塞泵定义脉动率 0025.0min max =-=tpt t Q Q Q δ 式中tp Q 为平均流量,可由瞬时流量公式在2π周期内积分求平均值而得无论奇数泵还是偶数泵均为3.3.1 脉动频率因为奇数柱塞泵,所以21000min /1500722=⨯⨯==r Zn f3.3.2 脉动率因为奇数柱塞泵,所以根据计算值,将脉动率ð与柱塞Z 画成如图〔3-4〕的曲线图3.4 脉动率ð与柱塞数Z 关系曲线由以上分析可知：〔1〕随着柱塞数的增加,无论偶数柱塞泵还是奇数柱塞泵,流量脉动率都下降. 〔2〕相邻柱塞数相比,奇数柱塞泵的脉动流量远小于偶数柱塞泵的脉动率.第四章 柱塞受力分析与设计柱塞是柱塞泵主要受力零件之一.单个柱塞随缸体旋转一周时,半周吸油、半周排油.柱塞在吸油过程与在排油过程中的受力情况是不一样的.4.1 柱塞受力分析图〔4-1〕是带有滑靴的柱塞受力分析简图.图4-1 柱塞受力分析作用在柱塞上的力有：4.1.1 柱塞底部的液压力b P柱塞位于排油区时,作用于柱塞底部的轴向液压力b P 为KN p d P b Z b 25.14105.31024.044622=⨯⨯⨯==）（ππ<4.1>式中b p 为泵的排油压力.4.1.2 柱塞惯性力P g柱塞相对缸体往复直线运动时,有直线加速度a,则柱塞轴向惯性力P g 为αγωcos 2tg R gG a m P f ZZ g -=-= <4.2> 式中m Z 、G Z 为柱塞和滑靴的总质量和总重量.惯性力P g 方向与加速度a 方向相反,随缸体旋转角α按余弦规律变化.当α=00和1800时,惯性力最大值为γωtg R gG P f zg 2max =<4.3> 4.1.3 离心反力P l柱塞随缸体绕主轴作等速度圆周运动,有向心加速度a l ,产生的离心反力P l 通过柱塞质量重心并垂直于柱塞轴线,是径向力.其值为ωf Zl Z l R gG a m P == 2<4.4>4.1.4 斜盘反力N斜盘反力通过柱塞球头γcos N P = <4.5>γsin N T = <4.6>轴向力P 与作用于柱塞底部的液压力b P 与其他轴向力相平衡.而径向力T 则对主轴形成负载扭矩,使柱塞受到弯矩作用,产生接触应力,并使缸体产生倾倒力矩.4.1.5 柱塞与柱塞腔壁之间的接触力P 1和P 2柱塞在柱塞腔内的该力是接触应力p 1 和p 2产生的合力.考虑到柱塞与柱塞腔的径向间隙远小于柱塞直径与接触长度.因此,由垂直于柱塞轴线的径向力T 和离心力l P 引起的接触应力p 1和p 2可以看成是连续直线分布的应力.4.1.6 摩擦力P 1f 和 P 2f柱塞与柱塞腔之间的摩擦力P f 为f P P P f )(21+= <4.7>式中f 为摩擦系数,常取f=0.05~0.12.取f=0.12分析柱塞受力,应取柱塞在柱塞腔中具有最小接触长度,即柱塞处于死点时的位置.此时N 、P 1、和P 2可以通过如下方程求得： 式中 0l — 柱塞最小接触长度 mm l 540=；l — 柱塞名义长度 mm l 74=; 解放程组得：式中 82.314.23)4.2354(14.23)4.2354(1)(1)(22222222022220=--+-=--+-=l l l l l l φ 为结构参数 4.2 柱塞设计4.2.1柱塞结构型式轴向柱塞泵均采用圆柱形柱塞.根据柱塞头部结构,有三种型式,<1>点接触式柱塞,<2>线接触式柱塞,<3>带滑靴的柱塞.选用带滑靴的柱塞,柱塞头部同样装有一个摆动头, 称滑靴,可绕柱塞球头中心摆动.滑靴与斜盘间为面接触,接触应力小,能承受较高的工作压力.高压油液还可以通过柱塞中心孔,沿滑靴平面泄露,保持与斜盘之间有一层油膜润滑,从而减少了摩擦和磨损,使寿命大大提高.目前大多采用这种形式轴向柱塞泵. 并且这种型式的柱塞大多做成空心结构,以减轻柱塞重量,减小柱塞运动的惯性力.采用空心结构还可以利用柱塞底部的高压油液使柱塞局部扩张变形补偿柱塞与柱塞腔之间的间隙,取得良好的密封效果.空心柱塞内可以安放回程弹簧,使柱塞在吸油区复位.4.2.2 柱塞结构尺寸设计1.柱塞直径 Zd 与柱塞分布圆直径 D f<本人有该设计的装配图和零件图,若有需要加 970108624,将助你通过设计>柱塞直径Z d 、柱塞分布圆直径D f 、和柱塞数Z 是互相关联的.根据统计资料,在缸体上各柱塞孔直径Z d 所占的弧长约为分布圆周长f D π的75% ,即 由此可得 π75.0Zd D m Zf ≈=式中m 为结构参数.m 随柱塞数Z 而定.当泵的理论流量lb Q 和转速b n 根据使用工况条件选定之后,根据流量公式可得柱塞直径Z d 为柱塞直径 Z d 确定后,应从满足流量的要求而确定柱塞分布圆直径 D f ,即 2. 柱塞名义长度L由于柱塞圆球中心作用有很大的 径向力T,为使柱塞不致被以与保持有足够的密封长度,应保持有最小留孔长度 ,一般取因为 a MP p 5.31= 所以 mm d l Z 5425.20==因此,柱塞名义长度 l 应满足: 式中 m ax s — 柱塞最大行程;m in l — 柱塞最小外伸长度,一般取 Z d l 2.0min =.根据经验数据,柱塞名义长度常取: 同理 mm l 96244)2.4~2.3(=⨯== 3.柱塞球头直径d 1按经验常取 mm d d Z 18)8.0~7.0(1== 如图〔4-2〕图4-2 柱塞尺寸图为使柱塞在排油结束时圆柱而能完全进入柱塞腔,应使柱塞球头中心至圆柱面保持一定的距离 l d ,一般取 4.柱塞均压槽高压柱塞泵中往往在柱塞表面开有环形压力槽,起均衡侧向力,改善润滑条件和存贮赃物的作用.如上图均压槽的尺寸常取:mm mm h 8.08.0~3.0取=;宽mm mm b 6.07.0~3.0取= ; 间距mm mm t 1010~2取=.实际上,由于柱塞受到的径向力很大,均压槽的作用并不明显,还容易划伤缸体上柱塞孔壁面.因此目前许多高压柱塞泵中并不开设均压槽.4.2.3柱塞摩擦副比压p 、比功 pv 验算取柱塞伸出最长时的最大接触应力作为计算比压值,则柱塞相对缸体的最大运动速度 v max 应在摩擦副材料允许范围内, 由此可得柱塞缸体摩擦副最大比功 p max v max 为 选用 18CrMnTiA 材料.第五章 滑靴受力分析与设计目前高压柱塞泵已普遍采用带滑靴的柱塞结构.滑靴不仅增大了与斜盘的接触应力,而且柱塞底部的高压油液,经柱塞中心孔 '0d 和滑靴中心孔0d ,再经滑靴封油带泄露到泵壳体腔中.由于油液在封油带环缝中的流动.使滑靴与斜盘之间形成一层薄油膜,大大减少了相对运动件间的摩擦损失,提高了机械效率.这种结构能适应高压力和高转速的需要.5.1 滑靴受力分析液压泵工作时,作用于滑靴上有一组方向相反的力.一是柱塞底部液压力力图把滑靴压向斜盘,称为压紧力y p ;另一是由滑靴面直径为 D 1的油池产生的静压力P f1与滑靴封油带上油液泄露时油膜反力P f2 ,二者力图使滑靴与斜盘分离开,称为分离力P f .当紧压力与分离力相平衡时,封油带上将保持一层稳定的油膜,形成静压油垫.5.1.1 分离力P f图〔4-3〕为柱塞结构与分离力分布图.图4-3 滑靴结构与分布力分布根据流体力学平面圆盘放射流可知,油液经滑靴封油带环缝流动的泄露量q 的表达式为12213ln 6)(R R p p q μπδ-=〔5.1〕若02=p ,则1213ln 6R R p q μπδ=〔5.2〕式中 δ 为封油带油膜厚度.封油带上半径为r 的任一点压力分布式为1(p p r =2222ln ln)p rR r R p +- 〔5.3〕 若02=p ,则 从上式可以看出由上式可以看出,封油带上压力 随半径增大而呈对数规律下降.21121221212)(ln2R p R R R R p P f ππ--=〔5.4〕油池静压分离力P f1为1211p R P f π= 〔5.5〕 总分离力P f 为KNp R R R R P P P f f f 2.70105.3105.225.31ln210)05.225.31(ln 2)(6622112212221=⨯⨯⨯-=-=+=ππ 〔5.6〕5.1.2 压紧力y P滑靴所受压紧力主要由柱塞底部液压力b p 引起的,即5.1.3 力平衡方程式当滑靴受力平衡时,应满足下列力平衡方程式得泄流量为5.2 滑靴设计滑靴设计常用剩余压紧力法和最小功率法 选用最小功率损失法最小功率损失法的特点是：选取适当油膜厚度,使滑靴泄漏功率损失法与摩擦功率损失之和最小,保持最高功率.5.2.1 泄漏功率损失V N ∆已知滑靴在斜盘上的泄漏流量q ,.若不计吸油区的损失,则滑靴在排油区域的泄漏功率损失为mlR R p d q p N b z b V 17118cos 05.225.3105.024105.3101.0cos )(24212263212232=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=-==∆）（πγμδπ 〔5.7〕5.2.2 摩擦功率损失m N ∆滑靴在斜盘上的运动轨迹是椭圆,为简化计算,近似认为是柱塞分布圆.因此滑靴摩擦功率损失为ωδμπτf m R uR R u F N )(2122-==∆ 〔5.8〕式中 τF —液体粘性摩擦力, δμπτuR R F )(2122-=；u —切线速度,ωf R u =)(2122R R -π—滑靴摩擦〔支承〕面积；δμu—液体粘性摩擦应力,μ为液体粘性系数,δ为油膜厚度.将ωf R u =代入上式中可得5.2.3 滑靴总功率损失N ∆令,0)(=∂∆∂δN 可得最佳油膜厚度0δ为 由上式计算出的油膜厚度,可使滑靴功率损失最小,效率最高.最佳油膜厚度在mm 03.0~01.00=δ范围.5.3 滑靴结构型式与结构尺寸设计5.3.1 滑靴结构型式滑靴的结构型式如图〔5-1〕图5-1 滑靴结构型式关于滑靴的结构,应该防止由于倾斜而引起密封带出现偏磨,所以往往在密封带外面加上一道断开的外辅助支承面环带.这样,即使滑靴出现某些偏磨,也不会破坏滑靴的平衡设计,从而延长了滑靴的寿命.为了减小对滑靴底面的比压,并防止由于压力冲击而引起滑靴底面沉凹的变形〔这种变形引起松靴〕,常常在滑靴的密封带内侧加上一个或几个内辅助支承环带,为了不影响滑靴的支承力,并使密封环带内侧压力迅速伸展,内辅助支承面在圆周上是断开的.为了提高滑靴的拉脱强度,可以将滑靴的收口部位加厚.滑靴的球面圆柱度和椭圆度不大于0.003mm,与柱塞球头铆合时的径向间隙应不大于0.01mm,与柱塞球头的接触面积不小于70%.滑靴的材料可采用青铜或高强度的黄铜制造.要特别注意材料中心不允许有疏松和偏析,否则容易引起疲劳强度损坏.5.3.2 结构尺寸设计1. 滑靴外径D 2滑靴在斜盘上的布局,应使倾斜角0=γ时,互相之间仍有一定间隙s,如图〔5-2〕图5-2 滑靴外径D 2的选定滑靴外径D 2为一般取mm s mm s 6.01~2.0==取 2. 油池直径D 1初步计算时,设定 mm D D 05.225.317.0)7.0~6.0(21=⨯==3. 中心孔0d 、'0d 与长度0l节流器采用节流管时,常以柱塞中心孔'0d 作为节流装置,如滑靴结构与分离力分布图所示.根据流体力学细长孔流量q 为K l p p d q b 014'0128)(μπ-=〔5.9〕 式中 0d 、0l ——细长管直径、长度； K ——修正系数；'0641l d R K e ζ+= 〔5.10〕 把上式带入滑靴泄漏量公式 1213ln 6R R p q μπδ=可得整理后可得节流管尺寸为经多次试算得 mm d 2.10=mm l 5.220= 式中α 为压降系数,bp p 1=α.当667.032==α时,油膜具有最大刚度,承载能力最强.为不使封油带过宽与阻尼管过长,推荐压降系数 9.0~8.0=α.从b p R R K l d ααμδ-=1ln 612812304'0 公式中可以看出,采用节流管的柱塞-滑靴组合,公式中无粘度系数μ ,说明油温对节流效果影响较小,但细长孔的加工工艺性较差,实现起来有困难.第六章 配油盘受力分析与设计配油盘是轴向柱塞泵主要零件之一,用以隔离和分配吸、排油液以与承受由高速旋转的缸体传来的轴向载荷.它的设计好坏直接影响泵的效率和寿命.6.1 配油盘受力分析常用配油盘简图如图〔6-1〕图6-1 配油盘基本结构液压泵工作时,高速旋转的缸体与配油盘之间作用有一对方向相反的力；即缸体因柱塞腔中高压油液作用而产生的压紧力P y ；配油窗口和封油带油膜对缸体的分离力P f .6.1.1 压紧力y P压紧力是由于处在排油区的柱塞腔中高压油液作用在 柱塞腔底部台阶面上,使缸体受到轴向作用力,并通过缸体作用到配油盘上.对于奇数柱塞泵)7(=Z ,当有4)1(21=+Z 个柱塞处于排油区时,压紧力P y1为KNp p d Z P y b Z y 57105.31024.0421742162max21=⨯⨯⨯⨯+==+=ππ 〔6.1〕当有3)1(21=-Z 个柱塞处于排油区时,压紧力P y2为KNp p d Z P y b Z y 7.42105.311020421742163min22=⨯⨯⨯⨯⨯+==-=）（ππ 〔6.2〕平均压紧力P y 为6.1.2 分离力P f分离力有三部分组成.即外封油带分离力P f1、内封油带分离力P f2、排油窗高压油对缸体的分离力P f3对奇数柱塞泵,在缸体旋转过程中,每一瞬时参加排油的柱塞数量和位置不同,封油带的包角是变化的.实际包角比配油盘排油窗包角0φ有所扩大.当有4)1(21=+Z 个柱塞排油时,封油带实际包角1ϕ为当有3)1(21=-Z 个柱塞排油时,封油带实际包角2ϕ为平均有2Z个柱塞排油时,平均包角p ϕ为式中 α― 柱塞间距角 512==Zπα；0α― 柱塞腔通油孔包角 450=α1. 外封油带分离力P f1外封油带上泄流量是源流流动,可得2221222112ln4)(R p R R R R P p b p f ϕϕ--=b p 〔6.3〕 外封油带泄流量q 1为2131ln 12R Rp q bp μδϕ=〔6.4〕2. 内封油带分离力P f2内封油带上泄流量是汇流流动,可得b pb p f p R p R R R R P 2321242322ln4)(ϕϕ++-=〔6.5〕内封油带泄流量q 2为4332ln 12R R p q bp μδϕ=〔6.6〕3. 排油窗分离力P f3b pf p R R P )(223223-=ϕ 〔6.7〕4. 配油盘分离力P fb p f f f f p R R R R R R R R P P P P )ln ln (4432423212221321---=++=ϕ 〔6.8〕总泄流量l q考虑到封油带很窄,分离力也可以近似看成线性分布规律,简化计算：6.1.3 力平衡方程式为使缸体能与配油盘紧密贴合,保证可靠密封性,应取压紧力稍大于分离力.设压紧力与分离力之差为剩余压紧力y P ∆；剩余压紧力y P ∆与压紧力y P 之比为压紧系数ϕ,它表示压紧程度.即y y y fy P P P P P ∆=-=ϕ 〔6.9〕由此可得力平衡方程式y f P P )1(ϕ-= 一般取1.0~05.0=ϕ 取1.0=ϕ则 KN P y 4.74=为保证泵启动时,缸体配油盘仍有一定的预压紧力,常设置一轴向中心弹簧,把缸体紧压在配油盘上.一般取弹簧力为300~500N.弹簧力P t 也可按下式选取6.2 配油盘设计配油盘设计主要是确定内外封油带尺寸、吸排油口尺寸以与辅助支承面各部分尺寸.6.2.1．过度区设计为使配油盘吸排油窗之间有可靠的隔离和密封,大多数配油盘采用过度角1α大于柱塞腔通油孔包角0α的结构,称正重迭配油盘.具有这种结构的配油盘,当柱塞从低压腔接通高压腔时,柱塞腔内封闭的油液会受到瞬间压缩产生冲压力b p ∆；当柱塞从高压腔接通低压腔时,封闭的油液会瞬间膨胀产生冲击压力0p ∆.这种高低压交替的冲击压力严重降低流量脉动品质,产生噪音和功率消耗以与周期性的冲击载荷.对泵的寿命影响很大.为防止压力冲击,我们希望柱塞腔在接通高低压时,腔内压力能平缓过渡,从而避免压力冲击.图6-2 柱塞腔内压力变化选带卸荷的非对称配油盘根据式 y b f Z E p p tg R d V 0201)21(21cos -+-=∆γπα 〔6.10〕 yb f Z E p p tg R d V 020241cos --=∆γπα 〔6.11〕。
